宋慧　王剛　鐘佩思　宋愛利

【摘 要】摩擦耦合器在機械傳動領(lǐng)域中有著重要的應(yīng)用，液粘摩擦耦合器作為典型的濕摩擦傳動設(shè)備，其關(guān)鍵部件的強度特性對于整個摩擦耦合器的可靠性和使用壽命均有著關(guān)鍵的影響?；谟邢拊浖嗀NSYS對泵輪和扇區(qū)的應(yīng)力場和變形場進行計算，得出不同載荷下的響應(yīng)特性，對于摩擦耦合器的優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。

【關(guān)鍵詞】液粘摩擦耦合器；應(yīng)力場；有限元；強度

中圖分類號： TP249 文獻標識碼： A 文章編號： 2095-2457（2018）08-0025-003

0 引言

摩擦耦合器是一種新型的機械傳動裝備[1]，包括干摩擦和濕摩擦兩種類型。液粘摩擦耦合器作為典型的濕摩擦設(shè)備，主要通過液態(tài)傳動介質(zhì)的粘性實現(xiàn)摩擦傳動。當輸入轉(zhuǎn)速被限定時，其輸出特性可通過內(nèi)腔的油壓實現(xiàn)控制要求，比如轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩等[2]。液粘摩擦耦合器具有傳動平穩(wěn)、無級變速、無剛性沖擊等優(yōu)點，因此在大型設(shè)備傳動中有著良好的應(yīng)用效果[3]。

由于傳動功率較大，液粘摩擦耦合器內(nèi)部構(gòu)件將承受巨大的載荷，關(guān)鍵部件在載荷作用下發(fā)生一定的形變量。若內(nèi)部構(gòu)件承受的應(yīng)力超過了許用范圍，則將對耦合器產(chǎn)生一定的損傷。若長期處于這種工作狀態(tài)，會大大降低設(shè)備的使用壽命。隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展，大型機械設(shè)備的普及率越來越高，要求適應(yīng)于各種惡劣環(huán)境，因此極限功率也越來越高，對于液粘摩擦耦合器內(nèi)部關(guān)鍵部件的強度分析非常有必要。文中基于有限元方法[4]，采用ANSYS軟件實現(xiàn)液粘耦合器內(nèi)部關(guān)鍵部件的應(yīng)力場和變形場計算，對于后期摩擦耦合器的優(yōu)化設(shè)計提供重要依據(jù)。

1 有限元模型的建立

1.1 模型構(gòu)建

有限元模型在構(gòu)建時需要匹配真實模型，但是又要考慮計算工作量。一般情況下，需要將關(guān)鍵結(jié)構(gòu)位置保持精確的形狀和尺寸，一些對計算結(jié)果影響較小的倒角等結(jié)構(gòu)可以忽略和簡化，實現(xiàn)計算精度和計算效率的協(xié)調(diào)性安排。在網(wǎng)格劃分方面，網(wǎng)格尺寸和類型的合理性直接決定了計算結(jié)果的可靠性。在有限元軟件ANSYS中，提供了不同節(jié)點特性的單元類型可供選擇，但是為了保證網(wǎng)格的精細程度，降低網(wǎng)格畸變程度，文中基于ICEM進行網(wǎng)格劃分，最終得出耦合器中泵體的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖1所示。ICEM目前已集成于ANSYS中，能夠通過指令調(diào)取和導(dǎo)入網(wǎng)格模型，根據(jù)塊的劃分得出理想的六面體網(wǎng)格模型，相比同等數(shù)量的四面體網(wǎng)格，計算效率更高。

1.2 邊界條件設(shè)置

根據(jù)液粘摩擦耦合器的工作原理可知，泵體腔內(nèi)不同的充液率將出現(xiàn)不同的摩擦載荷。因此，文中分別對油液35%、75%和完全充滿載荷條件下的泵體強度進行分析。在邊界條件設(shè)置方面，充分考慮油液的離心力作用，根據(jù)實際工程中的經(jīng)驗法施加載荷值。

在自由度約束設(shè)置方面，由于液粘摩擦耦合器的泵輪與泵輪軸連接在葉輪中心位置處，因此需要將此次設(shè)置為圓柱類型約束，即泵體中的葉輪能夠繞Z軸轉(zhuǎn)動。為了便于設(shè)置，需要建立圓柱坐標系，完成徑向和周向約束的施加[5]，模擬過盈配合狀態(tài)。

2 結(jié)果分析

2.1 油液35%載荷條件

在該載荷條件下，最終可得出穩(wěn)態(tài)條件下泵體的整體應(yīng)力場如圖2（a）所示，同時，為了利于查看細節(jié)，取出單獨葉片扇區(qū)模型，其應(yīng)力場如圖2（b）所示。從圖2中可以看出：當輸入軸以額定轉(zhuǎn)速運行時，整個泵輪沿著徑向方向受到拉伸作用，隨著最大應(yīng)力位于外徑根部和葉片中心位置，未表現(xiàn)出明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

（a）泵體應(yīng)力云圖

（b）單獨葉片扇區(qū)應(yīng)力云圖

（a）泵體變形云圖

（b）單獨葉片扇區(qū)變形云圖

穩(wěn)態(tài)條件下泵體的整體變形場如圖3（a）所示，單獨葉片扇區(qū)變形場如圖3（b）所示。圖3中可以看出：最大變形位于泵體的外邊緣區(qū)域，在離心力作用下，表現(xiàn)出明顯的線性增大。

2.2 油液75%載荷條件

在油液載荷為75%條件下，泵體的整體應(yīng)力場如圖4（a）所示，單獨葉片扇區(qū)應(yīng)力場如圖4（b）所示。圖4中可以看出：相比于35%載荷條件，該條件下的最大應(yīng)力值達到了355Mpa，顯著提升；出現(xiàn)了一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象，位置位于葉片內(nèi)徑根部；外徑端部位置也出現(xiàn)了一定的應(yīng)力分布不均現(xiàn)象。這是由于在較大液粘摩擦力作用下，葉片作為主要承載面承受較大的壓力載荷，但非工作面承受拉力載荷。

（a）泵體應(yīng)力云圖

（b）單獨葉片扇區(qū)應(yīng)力云圖

該載荷條件下泵體的整體變形場如圖5（a）所示，單獨葉片扇區(qū)變形場如圖5（b）所示。圖5中可以看出：泵輪的變形特性與35%載荷條件同樣有著顯著的不同，最大變形位置出現(xiàn)在葉片中心位置，并非小載荷條件下的外徑端面；最大變形量達到了0.17mm。根據(jù)液粘摩擦耦合器的工作原理可知，為了降低泵輪端面的變形量，一般采用開螺栓孔的方式直接將泵體固定。當泵輪高速旋轉(zhuǎn)時，液粘離心力轉(zhuǎn)化葉片的摩擦力，使得葉片的變形場出現(xiàn)等值變形環(huán)狀條狀態(tài)。由此可見，從變形量主因素影響大小上分析，油壓的壓力在葉片的變形上起到主要影響作用。

（a）泵體變形云圖

（b）單獨葉片扇區(qū)變形云圖

2.3 完全油液載荷條件

在極限載荷條件下，即完全油液載荷狀態(tài)時，可得出泵體的整體應(yīng)力場如圖6（a）所示，單獨葉片扇區(qū)應(yīng)力場如圖6（b）所示。圖6中可以看出：該條件下同樣具有應(yīng)力集中現(xiàn)象，在巨大的油液沖擊作用下，位于葉片外徑和內(nèi)徑根部位置，最大應(yīng)力值達到1710MPa；對于非工作平面，應(yīng)力云圖出現(xiàn)了漩渦現(xiàn)象，這是由于油液流體離心力的作用，使較大應(yīng)力出現(xiàn)在了距離葉片中心處的小部分區(qū)域。

（a）泵體應(yīng)力云圖

（b）單獨葉片扇區(qū)應(yīng)力云圖

該載荷條件下泵體的整體變形場如圖7（a）所示，單獨葉片扇區(qū)變形場如圖7（b）所示。圖7中可以看出：由于載荷較大，葉片上的最大變形量達到1.38mm；從整體上看，由于油液充滿整個內(nèi)腔，隨著主軸轉(zhuǎn)動，泵體的邊界條件類似于簡支梁，在彎矩作用下，最大變形位置位于葉片的中心位置。

（a）泵體變形云圖

（b）單獨葉片扇區(qū)變形云圖

3 結(jié)語

在本文所研究的液粘摩擦耦合器關(guān)鍵部件強度分析方案中，主要基于有限元方法實現(xiàn)不同工況下的強度計算。不同載荷條件下的應(yīng)力場和變形場特性有著顯著的差別，可為工作條件的優(yōu)化控制提供重要的依據(jù)，并為液粘摩擦耦合器的空結(jié)構(gòu)設(shè)計提供思路和方法。

【參考文獻】

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[2]崔希海，陳付坤，任建鵬.正反饋端面摩擦耦合器的研發(fā)[J]. 煤礦機械，2013，34（4）：12-17.

[3]崔希海，郭鵬鵬，胡凱，等.摩擦耦合器帶載啟動過程動力學(xué)模型建立[J].煤礦機械，2011，32（2）：44-46.

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[5]楊前明，高潔，莊宿濤，等.液體黏性調(diào)速離合器主動軸的有限元分析[J].煤礦機械，2009，30（4）：80-82.